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河南理工大學2009屆畢業(yè)設計 摘 要 絞車滾筒是用來纏繞鋼絲繩，并且承受鋼絲繩的拉力所造成的各種載荷的主要部件和傳遞動力的元件，是絞車的重要組成部分。滾筒一般由三部分組成，即筒殼、法蘭盤（支輪）和支環(huán)。筒殼是滾筒最基本和最薄弱的元件，是滾筒的主要承載部分。支環(huán)的作用是增加滾筒的穩(wěn)定性。筒殼和支輪的材料為鋼板。礦井提升機的運轉實踐證明，木襯對筒殼能起到一定的保護作用，故設計時在筒殼外裝有木襯。但木襯對筒殼的保護只有在筒殼的形狀比較規(guī)則，沒有發(fā)生較大的變形，并且用合適的木材制作木襯（現(xiàn)常用柞木、水曲柳或榆木等制作），使木襯與筒殼能各處均勻嚴密接觸的情況下才是有效的，故在安裝提升機時，要求筒殼的外形是比較規(guī)則的圓柱體，木襯用上述木材制作，并按規(guī)定車制繩溝。裝設木襯時，應使木襯襯條在長度方向上與筒殼均勻嚴密的接觸，木襯襯條之間的縫隙應盡量予以消除。在使用過程中當木襯已經磨損時，應及時予以更換。 該課題從實際出發(fā)，首先對絞車滾筒的用途、工作原理進行概述，進而對絞車滾筒的總體設計方案進行分析，然后進行具體零部件的分析設計；主要包括了電動機的選型，鋼絲繩的選擇，滾筒筒殼、支輪、主軸等部件的設計計算和校核以及制動系統(tǒng)的選擇等若干環(huán)節(jié)。在結構設計完成后，利用CAD進行裝配分析和設計，最后完成絞車滾筒的整體設計。 關鍵詞：鋼絲繩 支輪 主軸 Abstract Winch wire rope winding drum is used, and to bear the tension of wire rope caused by the load of the main components and power transmission components, is an important component of the winch. Drum generally consists of three parts, namely, tube shell flange (round sticks) and the support ring. Drum drum shell is the most basic and the most vulnerable components is the drum part of the main bearing. The thickness of the role of support ring is to increase the stability of drum. Cylinder shell and support material for the steel wheel. The operation of the mine hoist Practice has proved that the wood lining on the cylinder shell can play a role in the protection, so the design of the shell in the outer tube equipped with a wood lining.However, wood lining to protect the shell of the cylinder only in the shape of the shell tube comparison rules, no larger deformation, and the production of wood of suitable timber liner (now commonly used oak, Manchurian ash or elm, such as production), so that wood lining with the cylinder shell can be uniform throughout the case of close contact to be effective, the hoist is installed, the requirements of the cylinder shell shape of the cylinder is more rules, wood contrast with the above-mentioned timber production, in accordance with the provisions of car rope groove . The installation of wood lining, the lining should be trees lining the length of the direction of the drum shell with uniform tight contact with wood liner lining the gap between articles to be eliminated should be. When using the process of lining has been worn wood should be replaced promptly. The subject from a practical point, first of all, the use of the winch drum, the work outlined in principle, and the overall design of the winch drum program analysis, and then carry out specific parts of the analysis and design; mainly includes the motor selection, the choice of wire rope, drum cartridge case, support wheel, spindle and other parts of the design calculations and check the braking system, as well as a number of aspects of the selection. Upon completion of the structural design, the use of CAD analysis and design for assembly, and finally to complete the overall design of the winch drum. Key words: Wire Rope Support wheel spindle 目錄 前 言 6 第一篇 淺談絞車滾筒 7 第二篇 總體設計方案 8 2.1設計任務說明 8 2.2總體設計的內容及要求 8 第三篇 電動機的選擇 9 第四篇 鋼絲繩設計計算及選擇 10 4.1最大懸垂長度 12 4.2鋼絲繩每米重 13 4.3驗算鋼絲繩的安全系數 13 第五篇 滾筒的設計 14 5.1滾筒的寬度寸計算 14 5.2 鋼絲繩最大靜張力以及最大靜張力差 14 5.3 滾筒的結構設計 15 5.4 滾筒的強度計算 17 5.4.1筒殼的外載荷 17 5.4.2 鋼絲繩拉力降低系數 18 5.5筒殼的失效形式 18 5.6滾筒筒殼強度的有限元分析 20 5.6.1 空間的坐標分量 20 5.6.2 單元的應變矩陣——軸對稱空間問題 25 5.6.3 單元的應力矩陣、剛度矩陣和總剛度矩陣 27 5.7滾筒滾殼強度的校核 30 5.7.1滾筒筒殼自由段壓縮應力的校核 30 5.7.2支輪處筒殼應力的校核 31 5.8筒殼的強度穩(wěn)定性校核 33 5.9 滾筒右支輪部件的結構 33 第六篇 主軸的設計 35 6.1主軸的結構設計 35 6.2聯(lián)軸器及軸承的選擇 36 6.2.1聯(lián)軸器的選擇 36 6.2.2滾動軸承的選擇 38 6.3 主軸強度和剛度計算及校核 39 6.3.1 固定靜載荷分配于主軸各輪轂作用點上的力 40 6.3.2 鋼絲繩拉力分配于主軸各輪轂作用點上的力 42 6.3.3 作用于軸上水平方向及垂直方向的合力 43 6.3.4彎矩計算 44 6.3.5 扭矩計算 45 6.3.6危險斷面的安全系數計算 46 6.3.7按彎扭組合校核強度 47 6.3.8 撓度計算 48 6.4主軸承強度校核 51 第七篇 制動系統(tǒng) 52 7.1制動系統(tǒng)的作用 52 7.2制動系統(tǒng)的要求 52 結論 55 致謝 56 參考書目 57 前 言 畢業(yè)設計是工科專業(yè)教學計劃的一個重要組成部分，是各教學環(huán)節(jié)的繼續(xù)深化和檢驗，其實踐性和綜合性是其他教學環(huán)節(jié)所不能替代的，通過畢業(yè)設計使學生獲得綜合訓練，有利于培養(yǎng)學生獨立工作能力，鞏固和提高所學知識；全面提高畢業(yè)生的素質，使之能較快地適應工程實踐，對培養(yǎng)學生的實際工作能力具有十分重要的作用。主要目的是培養(yǎng)我們綜合運用所學的基礎理論，基本知識和基本技能，去分析和解決本專業(yè)范圍內的一般工程技術問題，建立正確的設計思想，掌握工程設計的一般程序和方法，如調查研究、查閱文獻和收集資料并進行分析的能力；制訂設計或試驗方案的能力；設計、計算和繪圖能力；總結提高撰寫論文的能力；檢驗我們綜合素質與實踐能力的重要依據。 通過畢業(yè)設計進行工程知識和工程技能的綜合訓練，使學生走上工作崗位就具有較強的應用生產現(xiàn)場正在使用和近期可能推廣使用的技術去解決工程實際的能力。 畢業(yè)設計的基本要求是： （1）既要完成任務，又要培養(yǎng)學生，應把對學生的培養(yǎng)放在第一位。在老師的指導下，根據所選定的設計課題通過實習，結合工程實際獨立完成設計工作。受到一次機械工程師解決工程實際問題的初步訓練，能較快適應生產一線的工藝技術和設備管理工作。 （2）通過畢業(yè)設計，使我們受到綜合運用所學知識解決實際問題的能力，提高自己科研和工程實際中的技術水平，也提高自己的運算能力，識圖和制圖能力，查閱手冊、使用國家級標準和信息資料的能力和文字表達能力等。 （3）培養(yǎng)自己獨立完成工作的能力，進一步鞏固專業(yè)知識，使自己具有較強的自學能力和工作適應能力，提高自己運用科研成果和新技術能力，以及對現(xiàn)有機械設備和生產過程進行技術改造的能力。 （4）培養(yǎng)學生嚴謹求實、理論聯(lián)系實際的工作作風和嚴肅認真，一絲不茍的科學態(tài)度，使學生樹立正確的生產觀點和技術經濟觀點。 本次設計的題目是JTK1.2提升絞車滾筒設計。針對以上要求,我認真的進行了JTK1.2提升絞車滾筒設計，由于本人知識有限,實際生產經驗不足,所以在設計中難免出現(xiàn)錯誤與不足,敬請各位老師和同學批評指正!衷心祝愿各位老師身體健康!工作順利! 第一篇 淺談絞車滾筒 滾筒的作用主要是通過主軸把電動機傳遞給它的轉速和轉矩轉化成繞在它上面的鋼絲繩的線速度，以提升和下放物體。 根據制造工藝的不同，可把提升機的滾筒結構分為鑄造一焊接混合型(支輪為鑄造，滾筒為焊接)和焊接型。 當支輪的變形與簡殼的變形相比可以忽略時，稱它為剛性支輪，均為剛性支輪。如支輪的變形與筒殼變形相比不可忽略時，稱它為彈性支輪。它的特點是筒殼與支輪的應力分布較均勻。經驗表明，剛性支輪的結構在制造工藝上較復雜，而且往往容易出現(xiàn)早期失效。因此，現(xiàn)代大中型提升機滾筒常采用的彈性支輪滾筒結構。 彈性支輪滾筒這種結構共同的持點是取消了支環(huán)，用較厚的簡殼來承擔載荷，并且支輪改為輻板式 (即在支輪上開有兩個人孔)或圓環(huán)式。這樣做工藝上較簡單，同時也可以避免由于焊接工藝不當造成加強筋附近的局部應力過高。經驗表明，這種改進是成功的。 彈性支輪滾筒結構的不同之處還在于剛性支輪的輻板與軸線垂直，而彈性支輪滾筒的支輪與軸線成某一角度(約3·一6。)，初看起來，這種傾斜式輻板似乎可以減少筒殼與支輪連接點的剛度．從而減小其彎應力，但由于增加了壓縮應力，故對減小合成應力水平并不有效，加上它的制造工藝較為復雜，故不再傾向于使用它了。 此外，滾筒外一般設有木襯，并在其上車出繩槽，目的是減少鋼繩與簡殼直接接觸面造成的磨損，并使鋼繩排列整齊。 繩槽有螺旋形及環(huán)形兩種，在單層纏繞時采用螺旋形繩槽就足以使排繩整齊。 第二篇 總體設計方案 2.1設計任務說明 已知某礦井為豎井，井深213米。礦用絞車一次載重為2600千克，罐籠重1000千克，絞車滾筒直徑設計為1.2米，該絞車主要承擔每天的掘進出煤、矸石和全采區(qū)的材料、設備運輸任務。 其他條件在計算是逐一給出或在圖中標出。（注：本處所給提升機的參數為設計參考參數）。 2.2總體設計的內容及要求 總體設計的步驟一般由總裝草圖分拆成部件零件草圖，經審核無誤后，再由零件工作圖、部件圖繪制總裝圖。本階段的主要任務是對確定的最佳初步總體設計進一步完善。包括選擇材料、熱處理方法、進行結構形式設計和有關計算，完成機械產品的總體設計圖?？傮w設計圖是零件設計的依據。不僅要求嚴格按比例繪圖，而且還要表示出重要部件的主要結構并標注有關的重要尺寸。除此之外，還要完成部件和零件的設計，完成全部生產圖，并編制設計說明書等有關技術文件。 總體設計時，要求部件滿足功能要求、零件結構形狀要便于制造加工，常用零件盡可能標準化、通用化、組合化、對于總體設計還應滿足總功能、人機工程、造型美學、包裝運輸等方面的要求。此外，還要擬訂工藝文件、擬訂制造、裝配和使用規(guī)范，編制技術文件。如實際說明書、標準件、外購件明細表、備件、專用工具明細表等。以下是本次設計的詳細步驟： 電動機的選型設計----鋼絲繩設計計算----滾筒部件的設計計算----主軸的設計計算及校荷---制動系統(tǒng)的設計----其他零部件的選用與設計。 第三篇 電動機的選擇 電動機是專業(yè)工廠批量生產的標準部件。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要電源，結構復雜，價格較高，因此，無特殊要求時不宜采用。電動機工作環(huán)境較差，防塵、防爆等性能要求較高，絞車工作在經常啟動、制動的場合，要求電動機轉動慣量小，過載能力大，故生產中采用三相防爆交流電動機。 主油泵電動機的選擇計算 w——絞車所需工作效率； V——滾筒的轉速，取V=3m/s； η——絞車的機械效率。 根據書《煤炭工業(yè)設備手冊》（上冊） 中國統(tǒng)配煤礦總公司物資編 中國礦業(yè)大學出版社 可選YB315L2-6型132KW、380V防爆電動機。其具體的參數如下所示： 表3-1 額定 功率 額定 電壓 額定 電流 額定 轉速 效率 功率因數cosφ 堵轉轉矩額定轉矩 132KW 380V 215.2A 985r/m 93.8% 0.87 1.6n/m 電機 質量 同步 轉速 極對數 最大轉矩 額定轉矩 頻率 電機外型尺寸 1310kg 1000r/m 2 2.0n/m 50Hz 1410×660×1020 以上數據來自《煤炭工業(yè)設備手冊》（上冊） 中國統(tǒng)配煤礦總公司物資編 中國礦業(yè)大學出版社 1992.9 第四篇 鋼絲繩設計計算及選擇 提升鋼絲繩的用用途是懸吊提升容器并傳遞動力。當提升機運轉時通過鋼絲繩帶動容器沿井作上下直線運動。所以鋼絲繩是礦山設備的一個重要組成部分。它對礦井提升的安全和經濟直運轉起著重要作用?！? 提升鋼絲繩是由數個相同數目鋼絲捻成的繩股繞一繩心捻制而成的一般由六個繩股組成。鋼絲直徑為1.0～3.0毫米，有光面和鍍鋅兩種，鍍鋅鋼絲可以防止生銹和腐蝕。鋼絲由于韌性不同而分為特號，號及號三種，提升人員的設備應用特號鋼絲繩。鋼絲的極限抗拉強度為1400～2000MPa，豎井提升一般用1550～1700MPa的鋼絲繩。公稱抗拉強度更高的鋼絲繩，不易彎曲且較脆 鋼絲繩的繩芯是用具有較大抗拉強度的有機纖維---麻捻制而成，稱為有機質繩芯其作用是儲存繩油，防銹和減少內部鋼絲的摩擦，而且可以起襯墊作用，增加鋼絲繩的柔軟性，在一定程度上能吸收鋼絲繩工作時產生的振動和沖擊。 常用鋼絲繩的分類和使用范圍如下： 1.按捻制方向分 （1）左捻的 繩股捻制成鋼絲繩時是自右向左捻轉； （2）右捻的 繩股是自左向右捻轉。 當鋼絲繩纏繞在滾筒上呈左螺旋時，則選用左捻鋼絲繩，反之選用右捻鋼絲繩， 這主要是為了避免鋼絲繩松捻。 2.按捻制方法分 （1）交互捻 繩中股與股中絲的捻向相反，有交互右捻和交互左捻兩種。 （2）同向捻 繩中股與股中絲的捻向相同，也有同時右捻和同時左捻兩種。 同向捻的鋼絲繩較柔軟、表面光滑、使用壽命長，但懸掛困難，容易松散 和卷成環(huán)狀。同向捻鋼絲繩在我國豎井提升中使用較普遍，在架空索道牽引索和鋼絲繩牽引膠帶輸送機中也都采用。交互捻的鋼絲繩多用于斜井提升。 3.按鋼絲繩的斷面形狀可分為：圓形股、異形股。 此外，還有橢圓股鋼絲繩等。異形股鋼絲繩較圓形股鋼絲繩可以增加支撐面積，從而減輕鋼絲繩的磨損，增加使用壽命，當然制造上也相應復雜一些。三角股鋼絲繩在我國多繩摩擦提升中得到廣泛使用，也可以用于繩罐道和架空索道的承載索。圓形股鋼絲繩易超造，價格低，故在礦山提升中常用。 4.按鋼絲繩的直徑分 分為等直徑股和不等直徑股 5.其他 還有多層股鋼絲繩、密封鋼絲繩、扁鋼絲繩等。 　　鋼絲繩在工作時受多種應力的作用，如靜應力、動應力、彎曲應力、扭曲應力、扭轉應力等，這些應力的反復作用將導致鋼絲繩的疲勞斷裂，這是鋼絲繩破壞的主要原因；另外鋼絲繩的磨損及銹蝕也將導致鋼絲繩的破壞。因此，綜合反映上述應力的疲勞計算是一個比較復雜的問題，雖然國內外在這方面作了大量的研究工作，取得了一些成績，但是由于鋼絲繩的結構復雜，影響因素較多，鋼絲繩強度計算理論尚未完善地應用于工程計算。因此，鋼絲繩的強度計算仍按《煤礦安全規(guī)程》的規(guī)定：鋼絲繩應按最大靜載荷并考慮一定的安全系數的方法進行計算?！　? 　　鋼絲繩的安全系數，根據安全規(guī)程的規(guī)定為鋼絲破斷力之和與最大靜負荷之比。并規(guī)定提升鋼絲繩的安全系數為： 　　1）專為升降人員用的不得低于9； 　　2）升降人員和物料用的不得低于7.5； 　　3）專為升降物料用的不得低于6.5； 　　4）摩擦輪提升用的不得低于8。 如圖4－1示，為豎井單繩提升鋼絲繩的計算示意圖，可知鋼絲繩的最大靜載荷Qmax是在A點，其值為： 4－1 豎井單繩提升鋼絲繩的計算示意圖 Qmax=Q+Qr+ 　　　　　　　　　　　 　Qmax—鋼絲繩最大計算靜載荷（千克）； Q—容器一次提升量（千克）； Qr —容器自重（千克）； —鋼絲繩每米的重量（千克/米）； —鋼絲繩的最大懸垂長度（米）， 4.1最大懸垂長度　 對于罐提升 式中 —井架高度，暫取20米； —礦井深度，213米。 　 —井架高度，此數值在計算鋼絲繩時尚不能精確確定，罐籠提升可采用=15~25米。 4.2鋼絲繩每米重 式中 Q—是一次載重，千克； 　　　　　 Qr—是容器自重； 　　　　 　—是提升鋼絲繩的單位長度重量，千克/米； 　　　 —是鋼絲繩的最大懸垂長度，米； 　　　 —是礦井深度，米； 　　　 —是鋼絲繩的極限抗拉強度一般取1700 MPa;; 　　　 m—是鋼絲繩的安全系數 由P=1.36千克/米，查表選擇纖維芯鋼絲繩，其技術規(guī)格如下： 繩徑20毫米，每100米重142.9千克即　P=1.429kg，鋼絲直徑1.3mm，鋼絲總斷面積S0=151.24mm2，即最小鋼絲繩破斷拉力總和Qd=25700kg。 4.3驗算鋼絲繩的安全系數 根據選擇鋼絲繩的標準值驗算安全系數： 式中 P—是所選擇標準提升鋼絲繩的單位長度重量，千克/米； Qd—是所選擇標準提升鋼絲繩所有鋼絲破斷力之和，千克。 故此鋼絲繩符合使用要求 第五篇 滾筒的設計 5.1滾筒的寬度寸計算 卷筒寬度B根據所需容納的鋼絲繩總長度來確定。 鋼絲繩總長度包括： 1） 提升高度； 2） 供試驗用的鋼絲繩長度，規(guī)定每半年剁繩頭一次，一次剁掉5米，如果 鋼絲繩的壽命以兩年計算，則試驗長度為20米； 3） 為減少繩頭在卷筒上固定處的張力而設的三圈摩擦圈。 ＜1500mm 式中 B—滾筒寬度，mm； H—提升高度，m； d—鋼絲繩直徑，mm; —鋼絲繩試驗長度，一般取20~30米； —摩擦圈，一般取3圈； —鋼絲繩繩圈圈之間的間隙，一般取2~3毫米，取=2毫米； 故滾筒的寬度取1.5m 5.2 鋼絲繩最大靜張力以及最大靜張力差 纏繞式提升機滾筒要受繩的拉力，纏繞到滾筒上的繩是在具有一定的繩張力的條件下纏繞到滾筒上的。所以提升繩對滾筒的作用力主要有兩個：一方面是沒有纏到簡上的繩對滾筒的作用力，對這個力來講滾筒像一般的空心軸一樣要受到達個力的彎曲和扭轉；另一個是纏繞到滾筒上的繩的張力對滾筒的作用，這個作用可看作是在筒殼外有一個均勻的壓力壓到筒殼上，好像一個密閉的圓筒在海底其四周受到均布水壓一樣，只是筒殼的兩端在提升機處并不受側面的壓力。故鋼絲繩最大靜張力為： 式中 —是最大靜張力差 —是一次載重，千克； —是容器自重千克。 5.3 滾筒的結構設計 滾筒是用來纏繞鋼絲繩，并且承受鋼絲繩的拉力所造成的各種載荷的主要部件和傳遞動力的元件。滾筒一般由三部分組成，即筒殼、法蘭盤（支輪）和支環(huán)。筒殼是滾筒最基本和最薄弱的元件，是滾筒的主要承載部分。其厚度一般為，本次設計中取為δ=20mm，其結構簡圖如5-1所示。支環(huán)的作用是增加滾筒的穩(wěn)定性。筒殼和支輪的材料為鋼板。礦井提升機的運轉實踐證明，木襯對筒殼能起到一定的保護作用，故設計時在筒殼外裝有木襯。但木襯對筒殼的保護只有在筒殼的形狀比較規(guī)則，沒有發(fā)生較大的變形，并且合適的木材制作木襯（現(xiàn)常用柞木、水曲柳或榆木等制作），使木襯與筒殼能各處均勻嚴密接觸的情況下才是有效的，故在安裝提升機時，要求筒殼的外形是比較規(guī)則的圓柱體，木襯用上述木材制作，并按規(guī)定車制繩溝。裝設木襯時，應使木襯襯條在長度方向上與筒殼均勻嚴密的接觸，木襯襯條之間的縫隙應盡量予以消除。在使用過程中當木襯已經磨損時，應及時予以更換。 木襯每塊的長度與滾筒寬度相等，即為1500mm，每塊的寬度為適宜于制造起見，不超過 ，每塊的厚度應不少于鋼絲繩直徑的兩倍，取為50mm。固定滾筒木襯的螺釘頭應沉入木襯厚度三分之一以上，當全部木襯固定完以后，應用木塞沾膠水將螺釘孔塞死，并須用木楔將木襯縫填滿。 圖5―1 筒殼結構 鑄焊型滾筒的結構如圖5－2示： 圖5－2 鑄焊型滾筒的結構 1——支輪 2——筒殼 3——支環(huán) 4——木襯 使用中的木襯，當因磨損使螺釘頭的沉入深度尚存10mm時，即應重新更換。滾筒木襯必須刻制繩槽，溝槽深度 A=0.35d0＝0.35 1.3＝0.455mm d0――－鋼絲直徑 兩相鄰溝槽的中心距 t=d+(2～3)mm=20+(2～3)=22mm 木襯的結構如圖所示： 由于筒殼是一個處于負荷不斷變化和復雜應力狀態(tài)下的殼體，故筒殼的結構設計應保證滾筒的各個部分有足夠的強度和剛度，并應盡量使各部的強度和剛度均勻，以便使筒殼能足以適應外力和內力的變化，而不致產生變形。 5.4 滾筒的強度計算 作用在滾筒筒殼上的外載荷主要有下列幾種： （1）已經纏繞到滾筒的鋼絲繩繩圈對筒殼所施加的徑向壓力 （2）尚未纏繞到滾筒上的鋼絲繩的靜拉力對筒殼所施加的彎矩和扭矩 分析指出，由彎矩和扭矩所引起的筒殼的彎曲應力和扭矩應力與壓縮應力相比，數值很小，可以忽略不計。由已經纏繞到滾筒上的鋼絲繩繩圈的徑向力所引起的筒殼自由段的壓縮應力具有很高的值，δ壓縮能達到1200~1500kg/cm2，而在法蘭盤（支輪）處，筒殼的彎曲應力具有更高的值。δ彎曲能達到2500~3000kg/cm2，這樣高的應力甚至超過了筒殼材料的屈服極限。 所以，纏繞式提升機滾筒筒殼的強度計算不僅是指筒殼自由段的壓縮應力和法蘭盤處筒殼的彎曲應力計算，并應使筒殼在這些地方的最大應力不超過筒殼材料的許用應力。 5.4.1筒殼的外載荷 筒殼上的單位面積壓力 式中， S——鋼絲繩最大靜拉力 S=3932.93kg r——筒殼厚度平均半徑 t———纏繞繩圈的節(jié)距 t＝2.2cm 5.4.2 鋼絲繩拉力降低系數 由 式中 a ——變形修正系數，對于筒殼中部，可取 a=1，筒殼端部取小下a=0。 B——筒殼寬度 式中 Ek——鋼絲繩的彈性模數，Ek=（0.75~1.5）×106kg/cm2，取Ek=1.0×106kg/cm2； E——筒殼鋼板的彈性模數，E=2×106kg/cm2； FK——鋼絲繩中所有鋼絲的橫截面積，取 FK=1.5124cm2； h—— 滾殼厚度 h=2.0cm； t——繩圈纏繞節(jié)矩 t=2.2cm； 則 （筒殼中部） （筒殼端部） 兩種計算結果相差不遠，故以后計算取C=1。 5.5筒殼的失效形式 滾殼的失效形式主要有： (1) 裂紋 出現(xiàn)于筒殼、支輪及支環(huán)上。筒殼上的裂紋多出現(xiàn)于圓周方向和螺釘孔處。如圖5—3所示。支輪的裂紋多出現(xiàn)于螺孔周邊，呈放射狀。支環(huán)的裂紋多出現(xiàn)于焊縫處或支環(huán)斷裂。 圖5-3 筒殼的裂紋形式示意圖 (a)沿筒殼圓周方向局部開裂；(b)沿焊縫和支輪處局部開裂 1—筒殼；2—支環(huán) (2)局部變形過大 多數是筒殼中部塌陷。 (3)連接螺拴被剪斷或彎曲變形過大，造成這些失效的原因是復雜的，一般來說可能有： ①理論計算有誤 例如某礦使用的2×4×1.7仿蘇型提升機，根據正確計算應有3～4個支環(huán)，而實際只有兩個，故造成卷筒強度不足； ②結構設計不良 造成卷筒各部分剛度相差過大。例如所加支輪和支環(huán)的結構不合理形成局部剛性過高從而導致局部應力過高，不符合彈性均勻化設計原則； ③加工安裝不當 例如卷筒不圓，或支環(huán)與筒殼貼合不好等； ④使用維修不當 例如過載，以及加速度過大等； ⑤原材料有缺陷 例如內部裂紋等； ⑥焊接工藝不當 例如焊條或焊接參數選用不當，焊接處清洗不凈，以及焊后不凈；熱處理或熱處理不當造成焊接殘余應力過高等； ⑦原設計許用應力選取過大 例如蘇制或仿蘇的2×4×1.7和2×4×1.8提升機，標準中可以采用8噸卸式箕斗，鋼繩直徑可達47.5mm，鋼繩最大靜拉力可分別達到17.5噸和18噸，而筒殼厚度僅有16mm，其應力可達180～200MPa，因此就很容易出現(xiàn)裂紋。 加工、裝配和安裝質量對筒殼能否良好的工作也有很大的影響。例如筒殼與法蘭盤的結合處沿圓周方向接觸不嚴密，局部地方間隙過大(超過0. 5毫米)；兩半卷筒的對口處間隙過大，連接不牢。法蘭盤或輪轂與主軸連接處的切向松動，游動卷筒的法蘭盤或輪轂與主軸之間的間隙過大，或在輪轂與主軸過盈配合的情況過盈量過小等，造成法蘭盤或輪轂在主軸上晃動或軸向竄動，從而給簡殼帶來附加扭曲。焊接結構的卷簡中，主要是焊縫的強度不夠．或焊接內應力過大。 筒殼外形不規(guī)則，橢圓度過大等等。 上述缺陷均會使卷筒筒殼失去穩(wěn)定的工作狀態(tài)，使用一段時間后，出現(xiàn)連接螺釘折斷、卷筒發(fā)響等不正常現(xiàn)象。以致在正常負荷下筒殼變形和開裂，為此，應提高加工、裝配和安裝質量，使用時應經常檢查各連接處的情況，發(fā)現(xiàn)異常現(xiàn)象時，應及時檢修并處理。卷筒筒殼不要使用有缺陷的鋼板制作，而必須用檢查質量合格的鋼板制作。目前，強度低的合金15Mn鋼板得到普遍的應用，此種鋼板的強度較45鋼提高30％。 5.6滾筒筒殼強度的有限元分析 5.6.1 空間的坐標分量 如圖5－4所示。取微元體，采用柱坐標時其應力分量為： 根據剪應力互等定理，共有六應力分量 圖 5-4 軸對稱應力分布 （3-57） 軸對稱問題，＝0，且u與與無關，故由式(3-57）可知 因為 所以 故軸對稱問題，其應力分量剩下4個，其4個應變分量分別為： （3-58） 由廣義虎克定律(材料力學或彈性力學)可知 又可以寫成： （3-59） 由式（3-59）前3個式子可求得 所以 類似可得 又由式(3—59)的最下面的式子有 歸結以上可寫成 （3-60） 令彈性矩陣[D]為 （3-60a） 顯然，彈性矩陣只與材料性質E、μ有關。故式(3—60)可寫成 {} 采用柱坐標時，微元體的平衡方程式為(由彈性力學) 軸對稱問題，因為，且各量與θ無關，故變成(不考慮體積力) （3-61） 四個應力分量共十個未知數。式(3—58)、式(3—60)、式(3—61)共十個獨立方程式。從理論上是可解的，但除式(3—60)中4個式子為代數方程式外，其余均為微分方程式，所以一般很難解出。 一般采用數值解法，有限元法是數值解法中應用最廣的方法。 由式(3—58)、式(3—60)、式(3—61)十個方程可知，只要設法知道了u(r，z)和(r，z)，利用式(3—58)中的4個式子可求出應變分量，再由式(3—60)求出4個應力分量，即可求解。 由彈性力學可知，節(jié)點位移的有限元法基本方程是 式中 [K]——彈性體的總剛度矩陣，是單元體剛度矩陣的集合； [R]——節(jié)點的荷載列陣； [R]、[K]根據問題可得的，然后解大型方程組(3—62)，就可求得各： 后根據所求得各節(jié)點的位移，最后根據所求得各結點的位移，代回到各單元體中的公式。 （3-63） 求得各節(jié)點或單元體重心的應力分量。 由彈性力學可知，單元剛度矩陣為 （3-64） 式中 V為單元體的體積 綜合式(3—63)、式(3—64)可知，為求[K]和{σ}必須要先求出 單元的應變短陣[B]。只要求出[B]即可求出單元應力矩陣[S]=[B][D]下。下面先求單元的應變短陣[B]。 5.6.2 單元的應變矩陣——軸對稱空間問題 在平面中(即子午平面中)把構件劃分成許多三角形，對于軸對稱問題，單元為以此三角形為截面的圓環(huán)體。 因為軸對稱問題中v=0，所以只有u、ω兩個位移分量。在三角形截面，可認為u、ω和坐標r、z呈線性關系，即有 （3-65） 設此三角形三個頂點(即單元的節(jié)點)的標號為，其單元的標號為e，則其單元的節(jié)點位移為 首先求出在單元中u(r，z)和ω(r，z)的一般表達式，利用式(3—58)就可求得{ε}與{δ}’間的關系，從而可求出[B]。把{δ}‘中各量分別代入式(3—65)中就可得到 （3-66a） （3-36b） 把所得代回到式（3-65）中得 （3-67a） 同樣由式（3-66b）式可得 （3-67b） 因為三角形面積 (3-68) 把式(3—67a)、(3—67b)代入到式(3—58)中可得 令 （3-70） 匯總式(3—69)、式(3—70)并寫成短陣形式可得 （3-71） 令 （3-72） 則式(3—71)可簡寫成 （3-73） [B]稱為單元的應變矩陣。 從式(3—72)可知，中除了第2行的量外，和均只與本單元的節(jié)點坐標有關，即對一個單元來講為常數。 由于[B]中第2行的量是隨著r，z的坐標不同而不同，因此，對于軸對稱的空間問題來講，單元的應變矩陣對一個單元來講，不再是不變的，當r，z代人某個節(jié)點的數值時，即是這個節(jié)點的應變矩陣。 5.6.3 單元的應力矩陣、剛度矩陣和總剛度矩陣 （1）單元的應力矩陣 （3-74） 式中 （2）剛度短陣 （3-75） 式中 式（3-75）中： （3-76） 因為[D]是對稱矩陣，所以[B]T[D][B]也是對稱矩陣。故剛度矩陣[K]e是對稱矩陣，而且是6×6方陣。 （3）總剛度矩陣[K] (3-77) 式中 n——節(jié)點總數。 所以2n × 2n矩陣，也是對稱矩陣。 （4）節(jié)點載荷列陣{R} 首先要求得每個單元的節(jié)點載荷列陣{R}e，如圖5－5所示。對勻質、等厚度的三角形單元來講，若考慮自重，只須把單元重量的1/3移到每個節(jié)點上去。 圖 5-5 節(jié)點載荷 面力的移置：等效力按靜力等效原則，有 所以同樣可得 （3-78） 如果再加節(jié)點上的集中載荷 總的節(jié)點載荷列陣為 （23） 求出后，用式(3—62)求，然后代回到各單元體，求，求解完畢。 5.7滾筒滾殼強度的校核 5.7.1滾筒筒殼自由段壓縮應力的校核 1）滾筒滾殼自由段壓縮應力的計算 滾筒滾殼自由段的長度應滿足 ＝ 故取 L=45cm 式中， R———滾筒半徑； h———筒殼厚度。 查《機械設計課程設計指導書》（航空工業(yè)出版社）表11—4 鋼板的許用壓縮應力 [σ]=1800Kg/cm2 。 一層纏繞時，在繩圈均布載荷作用下筒殼自由段的壓縮應力為 式中 S——鋼絲繩的最大靜拉力（N）； ——滾筒筒殼的厚度（cm）， ； t——鋼絲繩在滾筒上的纏繞節(jié)距（cm），t=2.2cm； ———鋼絲繩拉力降低系數，C=1。 由于鋼絲繩應力滿足要求，故滿足筒殼壓縮應力需求。 5.7.2支輪處筒殼應力的校核 （1）首先決定筒殼與支輪的結構類型 如圖所示，當認為筒殼與支輪的連接為固接結構，而與之相反，應將其視為鉸接結構。另外，如果筒殼與支輪連接處沿圓周方向分布較多時，亦可視為固接結構。 圖5-6 筒殼支輪的連接結構 因為 式中， r--筒殼厚度平均半徑，r=59.0cm； h--滾筒筒殼的厚度（cm），h=2.0cm； =4.5cm 因此，筒殼與支輪的連接應該視為鉸接結構。 （2） 滾筒支輪輪緣直徑 D1——滾筒支輪輪緣直徑； d ——鋼絲繩的直徑，d=20mm （3）在最大彎曲力矩處筒殼的壓縮應力 式中，Cz——支輪處鋼絲繩拉力降低系數，當支輪的剛度足夠大時，可以認為支輪處的筒殼不變形，故Cz=1。在支輪與筒殼自由段之間的區(qū)段，近似取平均值 q--筒殼上的單位面積壓力 r——筒殼厚度平均半徑，r=59cm； h——滾筒筒殼的厚度，h=2.0 cm； 在最大彎曲力矩處筒殼的壓縮應力為 根據最大剪應力理論，合成應力 ——波桑比， 故支輪處筒殼強度足夠。 （4）支環(huán)處筒殼應力的校核 在焊接支環(huán)處，筒殼的壓縮應力為： 式中 KZh——支環(huán)的剛度系數，一般取，此處 取KZh=0.5； CZh——鋼絲繩拉力降低系數 式中 C——筒殼自由段鋼絲繩拉力降低系數 在焊接支環(huán)處的彎曲應力為： 根據最大剪應力理論，合成應力為 故支環(huán)處的筒殼強度足夠。 5.8筒殼的強度穩(wěn)定性校核 二支環(huán)間筒殼的穩(wěn)定性條件為： 式中 qk———筒殼表面的臨界單位壓力（kg/cm2）； no ———筒殼穩(wěn)定性安全系數，no=2~2.5， 此處取no=2.2 其中， 式中 Lk ——筒殼的臨界長度， 則 因為筒殼寬度 B=150cm

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